PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ VÀ TÍNH TOÁN THÙNG HÀNG TẢI TỰ ĐỔ
Các quy định ngành về kích thước, khối lượng đối với xe tải
Kích thước tổng thể của ô tô phải đảm bảo theo các tiêu chuẩn ngành 22 TCN 307- 03, 85/2014/TT-BGTVT quy định
Kích thước cho phép lớn nhất đối với một xe ô tô tải:
- Chiều cao đối với ô tô có tải trọng đến 5 tấn: Hmax < 1,75 WT không vượt quá 4m
+ Trong đó: Hmax : Chiều cao lớn nhất cho phép
WT : Khoảng cách giữa tâm vế tiếp xúc của hai bánh xe sau với mặt đường trong trường hợp bánh đơn
Hoặc là khoảng cách giữa tâm vết tiếp xúc của hai bánh sau phía ngoài với mặt đường, trường hợp bánh xe sau kép
- Chiều dài đuôi xe: Không quá 60 % chiều dài cơ sở.
Xác định kích thước thùng xe
Việc xác định kích thước thùng xe phải dựa trên những cơ sở sau:
- Trọng tải của ô tô thiết kế
- Thể tích của thùng hàng để chứa được 2,5 tấn
- Tỷ trọng hàng hoá mà ô tô thường chuyên chở
- Theo quy định của Bộ giao thông vận tải thông tư 85/2014/TT- BGTVT ngày 31/12/2014
Sức chưa của thùng xe được xác định theo tỷ trọng của hàng hoá:
- Đối với hàng hoá ngành xây dựng: 1,35 – 1,75 (T/m 3 )
- Đối với ngành nông nghiệp: 0,7 – 0,9 (T/m 3 )
- Đối với hàng hoá ngành khai thác mỏ: 1,1 – 1,2 (T/m 3 )
Trong đồ án này thì ta chọn thiết kế thùng xe sử dụng chủ yếu ngành xây dựng, do đó tỷ trọng hàng hoá của vật liệu chuyên chở = 1 35 − 1 75(T/m 3 )
Khi tính toán ta lấy =1.35(T/m 3 )
Khi đó ta tính được dung tích của thùng xe được thiết kế như sau:
Với dung tích thùng cần thiết kế là 3,333 m³, ta có thể xác định kích thước cơ bản của thùng hàng, bao gồm chiều dài Lth, chiều rộng Bth và chiều cao Hth, theo mối quan hệ cụ thể giữa các kích thước này.
Để đảm bảo không gian cabin thông thoáng và thuận tiện cho thao tác điều khiển, cũng như nâng cao tính thẩm mỹ của xe, kích thước thùng xe hình hộp chữ nhật được xác định theo công thức Vth = Lth Bth Hth (mm.mm.mm).
Việc xác định thùng phải xác định chiều dài, chiều rộng, chiều cao của thùng Việc xác định phải dựa vào satxi cụ thể
-Xác định chiều rộng thùng
Chiều rộng thùng căn cứ vào chiều rộng thùng của xe trước cải tạo vì vậy ta có: Chiều rộng thùng xe là: Bth = 2100 [mm]
- Xác định chiều dài thùng xe
Gọi Gng, Gsx1, Gth1: là tải trọng của người, tải trọng của satxi, tải trọng của thùng hàng tác dụng lên cầu trước của xe
Gọi Gsx2, Gth2,: là tải trọng của satxi, thùng hàng tác dụng lên cầu sau của xe Chọn khoảng cách thừ thùng xe tới cabin Lcb = 400 [mm]
Chọn khoảng cách đuôi của satxi đến đuôi của thùng hàng là 200 [mm]
Hình 2.1 Sơ đồ tải trọng tác dụng phân bố lên các cầu
Ta có tổng tải trọng tác dụng lên các cầu là:
G1 = Gng + Gsx1 + Gth1 = 195 + 2730+ Gth (3380-bt)/3380
Ta có tải trọng tác dụng lên các cầu phải nhỏ hơn tải trọng cho phép Vì vậy ta có biểu thức:
G2 < Gcp2 ==> 2235 + Gth bt/3380< 6379 (2.3b) Lấy (2.1b) chia cho (2.1) ta rút ra biểu thức: bt < 3071 [mm] (2.4)
Mặt khác ta lại có:
Lt/2 + bt = Ls – Lcb = 2780 – 400 = 2380 (mm) (2.4)
Lt = 200 + L2 + Ls – Lcb = 200 + 1210 + 2780 – 400 = 3800 (mm) (2.4b) Thay (2.2b) vào (2.2) ta được: bt = 485 (mm)
Ta thấy bt = 485 (mm) thoả mãn điều kiện (2.4) Vì vậy ta chọn chiều dài thùng là: Lth = 3800 [mm]
Thay giá trị của chiều dài, chiều rộng của thùng hàng vào biểu thức tính thể tích thùng ta có chiều cao thùng là: Hth = 467 [mm]
Vậy ta tính được kích thước của thùng là:
- Chiều dài thùng xe là: Lth = 3800 [mm]
- Chiều rộng thùng xe là: Bth = 2100 [mm]
- Chiều cao thùng xe là: Hth = 420 [mm]
Kết cấu và trọng lượng thùng hàng
Thùng tự đổ là một thành phần thiết yếu của ô tô tự đổ, có chức năng chứa đựng các loại vật liệu rời và hàng hóa trong quá trình vận chuyển.
Tùy thuộc vào loại hàng hóa và điều kiện khai thác, thùng chứa hàng cần có kết cấu và hình dáng phù hợp Thùng xe phải được thiết kế với độ bền cao, khả năng chống mòn và chống xoắn tốt, đặc biệt khi nâng thùng Do đó, thiết kế thùng tự đổ cần đảm bảo những yêu cầu này.
- Thùng xe phải có kích thước hợp lý, thể tích thùng chứa hàng phải đủ lớn
- Thùng xe phải được bố trí hợp lý trên xe, chiếm không gian hợp lý trên xe
- Kết cấu thùng phải an toàn khi vận hành mà không gây xô lệch
- Kết cấu thùng phải vững chắc cho phép dùng xe xúc để chất hàng, thùng xe phải đảm bảo đủ bền trong trường hợp làm việc quá tải
- Kết cấu thùng xe phải đảm bảo độ cứng vững khi nâng thùng
2.3.1 Thiết kế kết cấu thùng hàng
Thùng xe có kết cấu cố định, với các dầm ngang lắp đặt dưới thùng xe chịu toàn bộ tải trọng từ thùng xe và hàng hóa bên trong Vì vậy, các dầm ngang đóng vai trò là phần tử chịu lực chính, chịu momen uốn do tải trọng tác động.
Do trọng lượng của thùng xe và hàng hóa được phân bố đều trên toàn bộ chiều dài thùng, nên các dầm ngang chịu tác động của mô men uốn một cách đồng đều.
Các dầm dọc của thùng xe phải chịu lực uốn khi nâng đỗ hàng hóa, bao gồm trọng lượng hàng hóa, vật liệu và trọng lượng của thùng Những lực này được coi là lực tập trung, tác động tại các vị trí của dầm ngang lên dầm dọc.
Các chốt quay của thùng chịu lực:
- Trọng lượng của thùng, trọng lượng của hàng hoá Khi nâng thùng sẽ có phản lực tại khớp quay gây ra chèn dập, gây lực cắt
Chốt quay chịu lực động khi xe phanh đột ngột, khiến thùng xe lao về phía trước Ngược lại, khi tăng tốc, thùng xe có xu hướng di chuyển về phía sau, tạo ra các lực chèn đạp và lực cắt.
Tại vị trí đặt xi lanh thủy lực, khi nâng thùng, sẽ chịu tải trọng tập trung Do đó, cần bố trí thêm các thanh gia cường tại vị trí này để đảm bảo sự ổn định và an toàn cho hệ thống.
Ta có kết cấu thùng xe tự đổ như sau:
Hình 2.2 Kết cấu của thùng xe tự đổ
Thùng tự đổ được thiết kế với kết cấu bền chắc, sử dụng thép định hình cho dầm sàn và khung xương Dầm dọc gồm hai thanh thép chữ nhật 120x60x5 làm từ thép CT3, trong khi dầm ngang được chế tạo từ 7 thanh thép chữ nhật 100x50x5 Các dầm dọc và ngang liên kết với nhau qua phương pháp hàn Thùng có 7 cột thành và khung được làm từ thép chữ C60x300x5, cũng bằng thép cacbon CT3 Thành bên và thành trước được hàn cố định với sàn thùng, trong khi thành sau có cơ chế tự động mở khi trút hàng và đóng lại khi xe vận hành Vật liệu chế tạo thành thùng và sàn thùng là tôn thép cacbon CT3, với độ dày lần lượt là 3mm và 4mm.
2.3.2 Tính trọng lượng thùng hàng
Phương pháp tính toán khối lượng sắt thép trong chế tạo thùng xe dựa trên tiết diện mặt cắt ngang và độ dài khung của thùng, từ đó xác định được trọng lượng tổng thể của thùng xe.
Từ công thức Gth = V i = n F L [KG] (2.5)
Vi : Thể tích của thanh hoặc chi tiết cần tính [m 3 ]
: Trọng lượng riêng của vật liệu, đối với thép thì th = 7,8.10 3
(kg/m 3 ) n : Số lượng chi tiết cần tính
F : Diện tích chi tiết cần tính
2.3.2.1 Tính toán khối lượng phần sàn thùng tự đổ
Sàn thùng tự đổ gồm các chi tiết: a Tôn sàn thùng
- Chiều dày tôn sàn thùng =4(mm)
- Thể tích tấm tôn sàn thùng là: V1 = Lth Bth = 3800 2100 4
- Trọng lượng tôn sàn thùng là: Gtst = V1 th = 31,9 10 -3 7,8 10 3
= 249 [KG] b Dầm dọc thùng của sàn thùng là thép [120x60x5
- Số lượng dầm dọc là n = 2 chiếc
- Khối lượng trên 1m dầm dọc là: 9,59 [KG]
- Trọng lượng thanh dầm dọc là: Gdst = 2 9,59 3,8 = 71 [KG] c Thanh nẹp bên dọc thùng sử dụng thép [120x60x5CT3
- Khối lượng trên 1m chiều dài là: 9,59 [KG]
- Trọng lượng 2 thanh nẹp bên là: Gtdst = 2.9,59.3,8 = 71[KG] d Dầm ngang ngoài sử dụng thép [ 100x50x5 CT3
- Số lượng thanh là n = 10 thanh
- Khối lượng trên 1m chiều dài là: 7,05 [KG]
- Chiều dài dầm ngang ngoài sàn thùng là 650 [mm]
- Tổng trọng lượng dầm ngang sàn thùng: Gtnnst = 10.0,65.7,05 = 45,83 [KG] f Giá đỡ xy lanh nâng thùng dùng thép [ 100x50x5 CT3
- Số lượng thanh là n = 2 thanh
- Khối lượng trên 1m chiều dài là: 7,05 [KG]
- Chiều dài giá đỡ xi lanh thùng là: 800 [mm]
- Tổng trọng lượng giá đỡ Ggd = 2.0,8.7,05 = 11,28 [KG] e Thanh ngang ở giữa sàn xe dùng thép [ 100x50x5 CT3
- Số lượng thanh là n = 4 thanh
- Khối lượng trên 1m chiều dài là: 7,05 [KG]
- Tổng trọng lượng thanh ngang giữa sàn xe là:
Vậy tổng trọng lượng sàn thùng là:
Gst = Gtst + Gdst + Gtdst + Gtntxt + Ggd + Gtntsx
2.3.2.2 Tính trọng lượng thành bên thùng tự đổ (gồm 2 thành bên)
Ta tính trọng lượng cho 1 thành bên Thành bên của thùng gồm: a Tôn thành bên
- Tôn thành bên có chiều dày = 3 ( mm )
- Thể tích tôn thành bên là: Vttb = 3390.3.420 = 4,27.10 -3 [m 3 ]
- Trọng lượng tôn thành bên là: Gttb = 4,27.10 -3 7,8.10 3 = 33,3 [KG] b Thanh đứng thành bên
- Số lượng thanh đứng là n=5 thanh
- Khối lượng trên 1m dài là: 5,9 [KG]
- Trọng lượng thanh đứng thành bên là: Gtđtb = 5.5,9.0,42 = 12,4 [KG] c Thanh xương thành thùng xe
- Khối lượng trên 1m dài là: 5,9 [KG]
- Trọng lượng thanh xương thành thùng là:
Vậy trọng lượng của 2 bên thành thùng là:
2.3.2.3 Tính trọng lượng phần thành trước thùng tự đổ a Tôn thành tự đổ
- Tôn thành có chiều dày = 3 ( mm )
- Thể tích tôn thành trước là: Vttt = 420.2100.3 = 2,65.10 6 [mm 3 ]
- Trọng lượng tôn thành trước Gttt = 2,65.10 -3 7,8 10 3 = 20,67 [KG] b Tấm xương vách che cabin dày = 3 ( mm )
- Trọng lượng tấm xương và vách che cabin
Gvccb = 15 [KG] c Thanh đứng thành trước
- Ta sử dụng thép []60x30x2CT3
- Số lượng thanh đứng là n = 4 thanh
- Khối lượng trên 1m dài là: 5,9 [KG]
- Tổng trọng lượng thanh đứng là: Gtđt = 4 0,42 5,9 = 10 [KG]
- Vậy tổng trọng lượng thành trước thùng tự đổ là: Gtt
2.3.3.4 Tính trọng lượng phần thành sau thùng tự đổ a Trọng lượng phần tôn thành sau cũng có trọng lượng bàng trọng lượng phần tôn ở thành trước vì vậy ta có: Gts = Gtt = 20,67 [KG] b Trọng lượng thanh đứng thành sau:
- Ta chọn thanh đứng thành sau là []60x30x2CT3
Trọng lượng của thanh đứng thành sau tương đương với thanh trước, với số lượng và chiều dài giống nhau, cụ thể là Gtđts = 10 [KG] Bên cạnh đó, cần tính toán trọng lượng của thanh ngang thành sau.
- Ta chọn thanh ngang thành sau là thép []60x30x2CT3
- Số lượng thanh ngang thành sau là n=2 thanh
Vì vậy trọng lượng thanh ngang thành sau là: Gtnts = 2.5,9.2,1 = 24,78 [KG] Tổng trọng lượng thành sau Gts = 20,76 + 10 + 24,78 = 55,54 [KG]
2.3.2.5 Tổng trọng lượng các chi tiết phụ và trọng lượng các mối hàn
Trong quá trình hàn, việc sử dụng các chi tiết phụ là cần thiết để đảm bảo sự thuận lợi và độ bền cho mối hàn Do đó, cần tính toán thêm trọng lượng của những chi tiết này vào tổng trọng lượng của sản phẩm.
Vậy tổng trọng lượng thùng xe là:
Gth = Gst + Gtb + Gtt + Gts + Gph
Tính toán sức bền thùng hàng và tính bền thùng liên kết vào khung xe
2.4.1 Tính toán sức bền thùng hàng
Dầm ngang thùng hàng chịu tác dụng của trọng lượng hàng hoá và trọng lượng bản thân thùng hàng, giả thiết rằng:
Trọng lượng hàng hóa được phân bố đều trên mặt sàn thùng hàng, giúp các phần trọng lượng này phân tán đồng đều trên các dầm ngang và suốt chiều dài của dầm.
- Trọng lượng thành thùng hàng tác dụng lên dầm ngang tại điểm đầu mút của mỗi dầm
Bảng 2.1 Thông số tính toán
TT Thông số Ký hiệu Đơn vị Giá trị
1 Trọng lượng hàng hoá Q [KG] 4500
2 Trọng lượng sàn thùng Gst [KG] 453
3 Trọng lượng thành thùng Gtt [KG] 68
4 Chiều dài dầm ngang ldn [m] 0,65
5 Khoảng cách 2 dầm dọc thùng ldd [m] 0,80
6 Số dầm ngang ngoài thùng n Dầm 10
7 Số dầm ngang bên trong thùng n DÇm 4
Khi thực hiện khảo sát và tính toán độ bền của dầm ngang trong thùng, chỉ cần tập trung vào dầm ngang bên ngoài Nếu dầm ngang bên ngoài đảm bảo độ bền, thì dầm ngang bên trong cũng sẽ được đảm bảo.
Khi đánh giá độ bền của dầm ngang trong thùng xe, dầm ngang được xem như một thanh dầm với một đầu cố định, đầu còn lại chịu tác động của trọng lượng thành bên Trên toàn bộ chiều dài dầm, nó phải chịu tải trọng phân bố đều từ trọng lượng hàng hóa và trọng lượng sàn thùng xe.
Ta có sơ đồ lực tác dụng lên dầm ngang như sau:
Hình 2.3 Sơ đồ lực tác dụng lên dàm ngang thùng xe Trong đó: Pthb: Là trọng lượng thành bên của thùng
Pthb = Gthb/5 = 68/5 = 13,6 [KG] q: Là tải trọng phân bố trên thùng do trọng lượng của hàng hoá và trọng lượng của sàn thùng gây nên q được xác định như sau: q 3 3 2 2 1
Trong đó: Gsan: Là trọng lượng của sàn: Gsan = 453 [KG]
Qhang: Là trọng lượng của hàng hoá: Qhang = 4500 [KG] q
Số thanh dầm ngang ngoài thùng là n1 = 10 với chiều dài dầm ngang ngoài thùng l1 = 0,65 [m] Số thanh dầm ngang trong thùng là n2 = 4, có chiều dài dầm ngang trong thùng l2 = 0,8 [m] Ngoài ra, số thanh dầm dọc thùng xe là n3 = 2 với chiều dài thanh dầm dọc l3 = 3,8 [m].
Thay các giá trị vào trong công thức trên ta được: q = 286 [KG/m]
Theo sơ đồ tác dụng lên dầm ngang ở hình 2.3 thì điểm chịu momen uốn lớn nhất là tại điểm B Khi đó ta có:
Ta có ứng suất uốn tại mặt cắt B của dầm ngang là: theo [3]
= M = − = 1,69.10 6 [KG/m 2 ] (2.8) Trong đó: Wy : Là momen chống uốn Wy = 42.10 -6 [m 3 ]
Hình 2.4 Biểu đồ momen tác dụng lên dầm ngang
Ta thu được bảng kết quả sau:
Bảng 2.2 Bảng kết quả tính toán
STT Thông số Ký hiệu Đơn vị Giá trị
1 Momen uốn max Mumax [KG.m] 69,26
3 ứng suất uốn max u [KG/m 2 ] 1,69.10 6
4 ứng suất uốn cho phép [u ] [KG/m 2 ] 3,556.10 6
Ta thấy: u max [ u ] = b cho nên tất cả các dầm ngang của thùng đảm bảo điều kiên làm việc và đảm bảo bền
2.4.1.2 Tính bền thùng xe khi nâng hàng
Trong quá trình nâng thùng để trút hàng, góc giữa thùng hàng và khung xe sẽ thay đổi Do đó, khi tính toán độ bền của thùng hàng, cần xem xét hai trường hợp: khi bắt đầu nâng thùng hàng và khi thùng hàng đã được nâng lên vị trí cao nhất Điều này giúp đảm bảo an toàn và hiệu quả trong quá trình vận chuyển hàng hóa.
Trường hợp này ta có góc nghiêng thùng = 0 Lực tác dụng vô vị trí nâng thùng và chốt quay Ta có sơ đồ lực tác dụng như sau:
Hình 2.5 Sơ đồ lực tác dụng khi bắt đầu nâng thùng
Ta thấy momen quanh chốt quay O ta có:
==> P y n = 1495.700/2000= 5232 [KG] (2.9) a Tính bền thùng khi nâng đến vị trí cao nhất
Ta có sơ đồ lực tác dụng vào thùng như sau:
Hình 2.6 Sơ đồ lực tác dụng lên thùng khi trút hàng Lập phương trình momen quanh điểm O là chốt quay thùng ta có:
(2.10b) Vậy lực nâng thùng trong trường hợp bắt đầu nâng thùng là lớn nhất
2.4.1.3 Tính bền dầm dọc khi nâng thùng hàng
Khi nâng thùng hàng, tải trọng lớn nhất xuất hiện tại vị trí bắt đầu nâng, do đó cần tính toán độ bền cho dầm dọc của thùng hàng trong tình huống này Lực tác động tại vị trí nâng thùng và chốt quay là yếu tố quan trọng cần xem xét.
Ta có sơ đồ lực tác dụng lên dầm dọc như sau:
Hình 2.7 minh họa sơ đồ lực tác dụng lên dầm dọc thùng xe, trong đó P1 và P2 là tải trọng tập trung tại hai đầu dầm do thành trước và thành sau của thùng gây ra Cụ thể, P1 được tính bằng Gtht/2, tương đương với 456,7/2, kết quả là 228,35 kg.
P2 = Gths /2 = 555,4 /2 = 277,7 [KG] q : là trọng lượng phân bố q = 286 [KG/m]
Lấy momen tại điểm A ta có:
Ta có biểu đồ momen và lực cắt của dầm như sau:
Biểu đồ momen lực tác dụng vào dầm cho thấy mặt cắt nguy hiểm nhất nằm tại vị trí lực nâng Tại vị trí này, giá trị tải trọng cực đại Qymax được tính toán là 9182 KG, với Qymax = 3910.35 + 5271.7.
Do vậy ta phải chọn vật liệu và mặt cắt phù hợp với điều kiện trên
Vậy ta chọn mặt cắt chữ [100x50x5 làm dầm dọc có:
Vậy dầm dọc của thùng thoả mãn điều kiện
2.4.1.4 Tính bền khung xương thùng xe a Chọn kích thước và mặt cắt của khung xương thùng
Chọn mặt cắt khung là mặt cắt chữ nhật vì: tính chịu lực cao, hình dáng đẹp, tự trọng nhỏ Chọn mặt cắt có kích thước là: []60x30x2
Diện tích mặt cắt, momen quán tính và momen chống uốn mặt cắt:
Diện tích mặt cắt là:
- Momen quán tính theo các trục: Theo [3]
- Momen chống uốn theo các trục: Theo [3]
= 4410 (mm 3 ) = 4,41.10 -6 [m 3 ] (2.12c) b Kiểm tra độ bền khung xương
Để tính toán lực cắt và momen tác dụng lên thành thùng xe, cần giả định rằng tải trọng của vật liệu phân bố đều và trọng tâm nằm ở giữa thùng Để nâng cao độ vững chắc của khung xương thùng, việc gia cường bằng các thanh cứng là cần thiết Những thanh cứng này được hàn chặt với các thanh dọc, giúp tăng cường khả năng chịu lực của thùng xe.
Lực tác dụng lên thành thùng xe chủ yếu đến từ tải trọng động trong quá trình chạy không ổn định, tạo ra gia tốc và lực quán tính Khi xe quay vòng, lực quán tính và lực ly tâm đóng vai trò quan trọng trong việc ảnh hưởng đến tính bền vững của thành thùng xe.
- Tải trọng phân bố đều trên một thanh đứng của vách thùng là: qp
Trong đó: qp : Là tải trọng phân bố lên một thanh
Gh : Là trọng lượng hàng hoá: Gh = 4500 [KG] n : Là số thanh đứng thành trước thùng xe: n = 5 thanh l : Là chiều dài thanh đứng: l = 420 [mm] = 0,42 [m]
Vậy ta có tải trọng phân bố là: qp = 2142,857 [KG/m]
Khi tính toán momen của thanh đứng thành trước thùng ta cũng coi nó là dầm một đầu hàn chặt coi như ngàm
Sau khi tính toán ta xác định được biểu đồ lực cắt và biểu đồ momen của thanh đứng thành trước như sau:
Hình 2.9 Biểu đồ momen và lực cắt tác dụng lên thanh đứng Kiểm tra mặt cắt nguy hiểm nhất là kiểm tra bền tại mặt cắt B
Ta có: Mumax = qp l l/2 = 2142,857 0,42 0,21 = 18900 [KG]
- Ứng suất uốn được tính theo công thức sau:
Do vật liệu làm thép thanh đứng là thép CT3 có [ ] = 50000 [KG/m 2 ]
Vì vậy u < [ ] nên thanh đứng thành trước thùng thoả mãn điều kiện bền
2.4.1.5 Tính bền thành bên của xe khi quay vòng với vận tốc giới hạn trên đường bằng
Khi ô tô quay vong với bán kính nhỏ nhất sẽ gây ra lực quán tính ly tâm
Lực quán tính ly tâm được xác định theo công thức sau:
Trong đó: m: Là khối lượng của hàng hoá chuyên chở
V: Là vận tốc lớn nhất khi quay vòng V = 6,3 [m/s]
R: Là bán kính quay vòng nhỏ nhất R = 7,1 [m]
Lực quán tính ly tâm khi quay vòng được chia làm 2 phần:
Pltd = Pqt sin: Lực quán tính ly tâm theo chiều dọc xe
Pltng = Pqt cos: Lực quán tính ly tâm theo chiều ngang xe
Góc α được hình thành bởi đường thẳng nối tâm quay và trọng tâm của thùng hàng với tâm quay vòng Vì góc α nhỏ, nên trong quá trình kiểm tra độ bền, có thể coi cosα = 1.
Khi xe thực hiện quay vòng, lực quán tính ly tâm tác động vuông góc với mặt phẳng dọc của xe, dẫn đến việc thành thùng phía trên phải chịu lực lớn nhất.
Khi hàng hóa phân bố đều trên thành thùng, lực quán tính ly tâm khi quay vòng sẽ được phân bố đồng đều cho tất cả năm thanh đứng trên thành bên thùng xe Do đó, lực quán tính ly tâm tác dụng lên mỗi thanh là 5031 kg, được tính bằng công thức P = Plt/5 = 25155/5.
Lực quán tính ly tâm tác động lên thanh đứng của vách bên khi ô tô quay vòng nhỏ hơn so với lực tác động lên thanh đứng của vách giáp cabin.
Vì vậy ta không cần phải kiểm tra lại độ bền thanh đứng thành bên này
2.4.1.6 Tính bền thanh dầm ngang để nâng thùng
Ta có kết cấu thùng xe và vị trí của thanh dầm ngang để nâng thùng:
Hình 2.10 Kết cấu sàn thùng và vị trí của dầm nâng Theo tính toán ở trên ta có lực nâng của hệ thống nâng thùng là:
Do đó cơ cấu cân bằng nên lực nâng tác dụng vào dầm ngang được chia làm 2 phần và giá trị tại mỗi điểm như sau:
Ta có chiều dài thanh dầm ngang là: L = 0,8 [m]
Khoảng cách giữa hai điểm tác dụng lực là: 0,40 [m]
Thanh nâng thùng bị lực nâng tác dụng lên hai bên đầu thanh cách khoảng 0,20 m
Ta có sơ đồ lực tác dụng vào thanh dầm nâng như sau:
Hình 2.11 Biểu đồ momen và lực cắt tác dụng lên dầm nâng Qua biểu đồ lực cắt và momen uốn tác dụng lên dầm nâng ngang ta thấy
Tại mặt cắt có: Qy = 1943,5 [KG] và Mx = 38870 [KG.m] là nguy hiểm nhất Khi đó ứng suất lớn nhất tác dụng lên dầm là: Theo [3]
Ta chọn vật liệu làm dầm ngang là thép có [ ] = 50000 [KG/m 2 ]
Vậy ta chọn thanh dầm ngang là [100x50x5 có Wx = 30.10 -6 (m 3 ) và Wy 42.10 -6 [m 3 ] là thoả mãn điều kiên bền khi xe nâng thùng trút hàng
2.4.1.7 Tính bền chốt quay thùng hàng
Kết cấu của chốt quay thùng hàng như sau:
Hình 2.12 Kết cấu chốt nâng thùng hàng Tính bền chốt quay thùng hàng với các chế độ tải trọng tĩnh và động
- Chế độ chịu tải tĩnh: Là lúc ta tiến hàng nâng thùng Chế độ tải trọng tĩnh lớn nhất là lúc bắt đầu nâng thùng
Chế độ chịu tải trọng động xảy ra khi xe phanh hoặc tăng tốc đột ngột, với lực tác động lớn hơn nhiều so với chế độ tải trọng tĩnh Cả hai chế độ này đều tạo ra lực cắt và ảnh hưởng đến chốt quay, nhưng tải trọng động chiếm ưu thế hơn Do đó, chỉ cần tính toán bền cho chốt quay trong trường hợp chịu tải trọng động Để xác định độ bền cho chốt quay thùng xe, cần tính toán trong chế độ xe đầy tải và thực hiện phanh đột ngột.
- Xác định lực quán tính lớn nhất khi phanh
Trong đó: m: Là tổng trọng lượng của thùng và hàng hoá
Jmax: Là gia tốc chậm dần cực đại khi phanh Ta có Jmax = 6-7 [m/s 2 ] Vậy ta có: Fqtmax = (700+ 4500) 6 = 32100 [KG]
Ta có ứng suất cắt của chốt là: max
Theo [3] (2.17) Trong đó: n : Là số chốt quay thùng xe n = 2 chốt
S: Là diện tích mặt cắt chốt
Thay các thông số vào công thức (2.18) ta được ứng suất cắt chốt là: max 32100
- Ứng suất chèn dập chốt: max 32100
Chốt quay thùng được chế tạo từ thép 45 có ứng suất cắt và ứng suất chèn dập cho phép là:
Như vậy ta thấy chốt quay thùng tự đổ đủ độ bền.
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ THEO TIÊU CHUẨN
Động lực học nâng hạ thùng
3.1.2.1 Tính toán lực nâng cần thiết
Theo khảo sát thực tế, khi bắt đầu nâng thùng hàng, lực nâng của xi lanh thủy lực cần đạt mức tối đa Do đó, việc tính toán để chọn xi lanh thủy lực phải được thực hiện dựa trên trường hợp khởi đầu quá trình nâng thùng, trong đó điểm C được coi là cố định.
Ta có sơ đồ lực tác dụng vào thùng khi bắt đầu nâng:
Để xác định lực tác dụng lên thùng hàng và cơ cấu nâng hạ, chúng ta cần chiếu lên hệ trục tọa độ Oxy Hình 3.3 minh họa sơ đồ tính toán lực khi bắt đầu nâng thùng hàng.
Mo3 = 0 F 1 n e + F 2 n L2 = Gth+h (3.3) Đối với tam giác cân bằng
Từ biểu thức (3.6) đến biểu thức (3.12) ta có các đại lượng đã biết là:
Gth+h có trọng lượng 4200 KG, với chiều dày e là 100 mm Chiều dài L2 đạt 2000 mm và chiều dài L1 là 1495 mm Khoảng cách BC theo phương y (a) là 280 mm, trong khi khoảng cách BC theo phương x (b) là 105 mm Khoảng cách AC theo phương y (c) là 350 mm và khoảng cách AC theo phương x (d) là 495 mm.
1: Là góc giữa phương của thanh đòn ké và phương ngang 1 = 25 0
2: Là góc giữa đường tâm của xy lanh và phương ngang 2 = 28 0
Vậy thông qua các thông số đã biết ta sử dụng matlab để giải bằng phương pháp ma trận ta được kết quả như sau:
Ta có lực nâng của xy lanh trong trường hợp này là:
Lực nâng tối đa của xi lanh thủy lực khi bắt đầu nâng thùng hàng đạt giá trị Fmax = 14569 [kG] Do đó, việc tính toán xi lanh cần dựa vào lực nâng lớn nhất này, Fmax.
Dựa trên giá trị lực nâng lớn nhất của xy lanh, chúng tôi đã chọn loại xy lanh thủy lực KRM 160C dump hoist, được nhập khẩu nguyên kiện, mới 100% và có xuất xứ từ Trung Quốc với các thông số kỹ thuật phù hợp.
Bảng 3.1 Thông số kỹ thuật của xy lanh thuỷ lực
Lực nâng tối đa [T] ÁP suất [Mpa]
3.1.2.2 Xác định các thông số của bơm dầu
Chúng tôi lựa chọn bơm dầu dạng bánh răng vì cấu tạo đơn giản, độ tin cậy cao, cùng với trọng lượng và kích thước nhỏ gọn Loại bơm này đảm bảo áp lực kích nâng lên tới 135 kG/cm².
Bơm bánh răng này được trang bị bạc lót bằng đồng kiểu bơi, giúp tự động khắc phục hiện tượng lọt dầu ở mặt cạnh bánh răng Nhờ vào áp lực dầu từ buồng chứa, bạc lót sẽ dịch chuyển, làm giảm khe hở và cải thiện hiệu suất hoạt động của bơm.
Với giả thuyết tốc độ quay của bơm dầu không đổi, thể tích công tác cực đại của xi lanh kích là:
Vmax = A S (3.8) Trong đó: A: Là tiết diện của xi lanh A = 11304 [mm 2 ] = 1,15 [dm 2 ]
S: là hành trình nâng của xi lanh S = 9 [dm]
Vậy thể tích Vmax = 1,15 9 = 10,35 [dm 3 ] = 10,35 [lít]
Ta có lượng dầu lý thuyết đi qua bơm là:
t (3.9) Trong đó: : Là hiệu suất bơm dầu Lấy = 0,8 t: Là thời gian nâng thùng Chọn t = 20 [s]
Thay các thông số vào ta được lượng dầu lý thuyết là:
Ta có lượng dầu thực tế thường cao hơn 10%
Vậy ta có: QT = 38,8 + 3,88 = 46,68 [lít/phút]
* Công suất của bơm dầu
Theo công thức tính toán trong trang 114 tài liệu [2] ta có:
Trong đó: N: Là công suất của bơm dầu [HP] p: Là áp suất bơm dầu
m : Là hiệu suất của hộp trích công suất m = 0,8 Thay các thông số vào biểu thức trên ta có công suất của bơm dầu là:
Vậy công suất bơm dầu là : N = 12,88 [KW]
* Tính lượng dầu trong thùng cần thiết
Ta có lượng dầu cần thiết trong thùng được tính theo công thức sau:
V = 1,5 (Vmax + Vt) (3.11) Trong đó: Vt: Tổng lượng dầu chứa trong đường ống và bơm
Bơm dầu được lựa chọn là bơm bánh răng cao áp KP-75A/B, với lưu lượng 46,68 lít/phút và số vòng quay 800 v/ph.
Xác định phân bố trọng lượng và toạ độ trọng tâm
3.2.1 Xác định trọng lượng ô tô
Trọng lượng của cẩu theo catalog là 1000 kg, trong khi trọng lượng thùng được tính toán là 400 kg Do đó, trọng lượng ô tô khi tháo cẩu và thùng là 385 kg.
- Tham khảo trọng lượng của hệ thống nâng hạ thùng của một số xe có tải trọng tương đương ta chọn: Gnt= 200 [KG]
- Tham khảo trọng lượng hệ thống khung phụ của một số xe có tải trọng tương đương ta chọn Gkp = 200 [KG]
- Theo tính toán thiết kế trọng lượng thùng ở trên ta tính được trọng lượng thùng là: Gth = 700 [KG]
Vì vậy ta có trọng lượng xe thiết kế khi không tải là:
G0 = Gchs + Gnt + Gth + Gkp = 3085 + 200 + 700 +200 = 4185 [KG]
Trọng lượng toàn bộ ô tô tính theo công thức sau:
Trong đó: G0 : Trọng lượng ô tô khi không tải n : Số người trong ca bin: n = 3 người
A : Trọng lượng trung bình của một người: A = 65 [KG]
Gh : Tải trọng hàng hoá của xe: Gh = 4500 [KG]
Vì vậy ta có trọng lượng toàn bộ của xe là:
Qua phần tính toán các thông số ở trên ta có bảng số liệu sau:
Bảng 3.2 Thông số tải trọng của xe sau cải tạo
STT Bộ phận Ký hiệu Đơn vị Giá trị
05 Lái + phụ xe Gl+p [KG] 195
3.2.2 Xác định toạ độ trọng tâm xe
Toạ độ trọng tâm của ô tô đóng vai trò quan trọng trong việc xác định khả năng ổn định của xe Việc xác định vị trí trọng tâm theo chiều dọc và chiều cao là cần thiết để đánh giá tính năng ổn định của ô tô trong quá trình vận chuyển hàng hoá và khi trút hàng.
3.2.2.1 Xác định toạ độ trọng tâm ô tô chassis
Ta có sơ đồ tính toán như sau:
Hình 3.4 Sơ đồ xác định toạ độ trọng tâm chassis Trong đó: Z01 : Là phản lực tác dụng lên cầu trước của xe
Z02 : Là phản lực tác dụng lên cầu sau của xe
Gọi a0, b0 là khoảng cách từ trọng tâm chassis đến cầu trước và cầu sau của xe ô tô
Để xác định các điểm tiếp xúc O1 và O2 của bánh ô tô với mặt đường, ta cần lập phương trình cân bằng momen tại hai điểm này Việc này giúp tính toán các giá trị a0 và b0 một cách chính xác.
Chiều dài của chassis được tính bằng công thức L = achs + bchs, với kết quả L – achs = 3380 – 1183 = 2197 [mm] Chiều cao trọng tâm của chassis (hgchs) cần thấp hơn chiều cao chassis từ 150 – 200 [mm] Do xe được thiết kế cho tải trọng trung bình, chiều cao trọng tâm chassis sẽ thấp hơn 150 [mm] Do đó, chiều cao trọng tâm chassis được xác định là hchs = 760 – 150 = 610 [mm].
3.2.2.2 Xác định toạ độ trọng tâm ô tô theo chiều dọc
Bảng 3.3 Trọng lượng các thành phần và khoảng cách chúng tới cầu xe
TT Tổng thành Giá trị [KG] Cách cầu sau [mm]
7 Xe toàn tải 8880 a Xác định toạ độ trọng tâm khi không tải
Ta có trọng lượng xe không tải G0 = 4185 [KG]
Phân bố trọng lượng như sau: Z01 = 2302 [KG] , Z02 = 1898 [KG]
Sơ đồ tính toán như sau:
Hình 3.5 Sơ đồ xác định toạ độ trọng tâm ô tô không tải Lập phương trình cân bằng momen tại O2 ta có:
G ==> a0 = L – b0 (3.14) Thay các giá trị vào phương trình: b0 = 2302.3380
4185 = 1859 [mm] ==> a0 = 3380 – 1859 = 1521 [mm] b Xác định toạ độ trọng tâm khi đầy tải
Ta có sơ đồ tính toán như sau:
Hình 3.6 Sơ đồ tính toán toạ độ trọng tâm khi đầy tải Gọi a, b là khỏng cách từ trọng tâm ô tô đến cầu trước và cầu sau
Toạ độ trọng tâm ô tô đầy tải xác định theo công thức sau: b = Z 01 L
Trong đó: G: Trọng lượng của ô tô khi đầy tải G = 8880 [KG]
Z01: Phản lực tác dụng lên cầu trước Z01 = 3108 [KG]
L: Chiều dài cơ sở của ô tô L = 3380 [mm]
Thay các giá trị vào công thức trên ta được: b = 1183 [mm]; a = 2197 [mm]
3.2.2.3 Xác định toạ độ trọng tâm theo chiều cao Để xác định toạ độ trọng tâm ô tô theo chiều cao ta căn cứ vào trọng lượng thành phần và chiều cao trọng tâm của các trọng lượng thành phần chiều cao trọng tâm ô tô được xác định cách cân bằng chiều cao trọng tâm các trọng lượng thành phần
Chiều cao trọng tâm ô tô được xác định theo công thức sau: hg = i i i h G G
Trong đó: hg: Là toạ độ trọng tâm ô tô hi: Là chiều cao trọng tâm các cụm tổng thành lắp trên ô tô
Gi: Là trọng lượng các cụm tổng thành
Ta có chiều cao trọng tâm của các thành phần được thống kê ở bảng dưới đây:
Bảng 3.4 Chiều cao trọng tâm các thành phần
Tải trọng [KG] Chiều cao trọng tâm[mm]
Ký hiệu Giá trị Không tải Đầy tải
02 Khung phụ Gkp 110 hkp= 750 hkp= 750
03 Hệ thống nâng hạ Gnt 200 hnt= 750 hnt= 750
04 Thùng xe Gth 700 hth 00 hth 00
06 Kíp lái Gl+p 195 hl+p 00 a Xác định toạ độ trọng tâm khi không tải
Thay các thông số vào công thức (3.16) ta được:
Chiều cao trọng tâm xe khi không tải là: hgo = 3085.610 110.750 200.750 700.1200
+ + + = 722 [mm] b Xác định toạ độ trọng tâm khi đầy tải hg = 3085.610 110.750 200.750 700.1200 4500.1400 195.1200
Toạ độ trọng tâm ô tô:
Bảng 3.5 Toạ độ trọng tâm ô tô
STT Thành phần Không tải Đầy tải
Tính toán động lực học chuyển động thẳng
3.3.1 Đặc tính ngoài động cơ
3.3.1.1 Các thông số của động cơ ô tô
- Động cơ ô tô là: D4DB là động cơ diesel với 4 xilanh thẳng hàng, tăng áp
- Vận tốc cực đại Vmax = 75 [Km/h]
- Bán kính quay vòng nhỏ nhất: Rmin = 7,1 [m]
- Công suất lớn nhất của động cơ là: Nemax = 96/2900 [KW/rpm]
- Momen xoắn cực đại của động cơ ô tô là: Memax = 373/1600 [N.m/rpm]
- Dung tích xi lanh là V = 3,907 [l]
- Tỷ số truyền các tay số và tỷ số truyền lực chính
- Đường kính xi lanh: D x S = 104 x 105 [mm]
- Dung tích thùng nhiên liệu: 160 [lít]
3.3.1.2 Xây dựng đường đặc tính tốc độ ngoài
- Để xây dựng đường đặc tính tốc độ ngoài của động cơ ta sử dụng công thức thực nghiệm Lây – Đecman:
Ne = Nemax [a( eN e n n ) + b( n eN n ) 2 - c( eN e n n ) 3 ] (3.17)
Các hệ số a, b, c được xác định theo công thức:
Thay số vào công thức trên ta được bảng kết quả sau:
Memax Nemax nN nM MN KM KN a b c
373 96 2900 1600 316.1378 1.18 1.8125 0.9073 0.9884 0.8957 + Nemax ; neN: Là công suất có ích cực đạivà số vòng quay của trục khuỷu ứng với công suất đó
+ Ne , ne : Là công suất hữu ích của động cơ và số vòng quay của trục khuỷu ứng với mọt điểm bất kỳ ngoài đồ thị đặc tính ngoài
- Ta có: Momen xoắn được xác định theo công thức sau:
= n [Ne] = [W] [ne] = vòng/phút Đơn vị các thông số là: ne: vòng/phút; Ne: KW; Me: N.m
Thay các giá trị vào biểu thức (3.17) và (3.18) ta được biểu thức sau:
Bảng 3.6 Giá trị thông số vòng quay, momen và công suất động cơ ne Me[N.m] Ne[kW]
Hình 3.7 Đặc tính ngoài của động cơ ô tô
3.3.2 Đặc tính kéo của động cơ a Cân bằng công suất của ô tô
Để xây dựng đồ thị cân bằng công suất cho ôtô, trước tiên cần xác định tốc độ chuyển động của xe ở các tay số khác nhau dựa trên tốc độ góc của trục khuỷu động cơ.
Tốc độ ô tô (Vi) được tính bằng m/s tương ứng với tay số i, trong khi bán kính lăn của bánh xe (rb) được đo bằng mét Tỷ số truyền của truyền lực chính (i0) và tỷ số truyền của tay số thứ i (ihi) là những yếu tố quan trọng trong việc xác định hiệu suất vận hành của xe.
Xác định bán kính lăn (bán kính làm việc trung bình) của bánh xe (rb):
Ta dùng lốp xe: 8.25x20 vì vậy bánh kính thiết kế bánh xe là r0 = (8.25+ 20/2) 25,4 = 464 [mm]
Ta có bán kính động học của ô tô là : rb = r0 (3.21)
Với : Là hệ số kể đến sự biến dạng của lốp
Do xe làm việc với tải trọng lớn nên ta chọn = 0,93
Vậy ta có : rb = .r0 = 0,93 467 = 432 (mm) = 0,432 [m]
Thay các số liệu vào công thức, ta có:
Phương trình cân bằng công suất tổng quát của ôtô có dạng sau: [1]
Nk: công suất của động cơ phát ra tại bánh xe chủ động [KW]
Ne: công suất của động cơ phát ra [KW] ηt: hiệu suất truyền lực ηt = 0,89
Khi ôtô di chuyển trên đường nằm ngang với chuyển động đều ổn định, ta có j = 0 và α = 0 Trong trường hợp này, phương trình cân bằng công suất lực kéo được thể hiện như sau:
Công suất tiêu hao do lực cản không khí được tính theo công thức sau: [1]
K: hệ số cản không khí [Ns 2 /m 4 ] Ta chọn K = 0,6 [Ns 2 /m 4 ]
F: diện tích cản chính diện [m 2 ] Đối với ôtô tải ta có công thức gần đúng sau đây: [1]
B : là chiều rộng cơ sở của ôtô [m], B = 2,1 [m]
Ho : là chiều cao lớn nhất của ôtô[m], Ho = 2,53 [m]
F = 2,1.2,53 = 5,2 [m 2 ] V: vận tốc tương ứng của ôtô ứng với từng tay số [m/s]
Công suất tiêu hao do lực cản lăn được tính theo công thức sau: [1]
G: là trọng lượng ôtô, G = 8880 [KG]
Khi khảo sát ôtô chạy trên đường bằng nên ta có = 0 f: hệ số cản lăn,
Bảng 3.7 Giá trị vận tốc và công suất tương ứng ở tay số
Hình 3.8 Đồ thị cân bằng công suất ở các tay số b Phương trình cân bằng lực kéo của ô tô
Lực kéo tiếp tuyến từ các bánh xe chủ động của ô tô đóng vai trò quan trọng trong việc vượt qua các lực cản chuyển động như lực cản lăn, lực cản dốc và lực cản không khí Do đó, phương trình cân bằng lực kéo được thiết lập để mô tả mối quan hệ này.
Pk = Pf + Pi + Pw + Pj +Pm (3.28)
Trong đó: Pk: Lực kéo tiếp tuyến truyền ở bánh xe chủ động
Pf: Lực cản lăn Pf = f G cos
Pi: Lực cản lên dốc Pi = G sin
Pw: Lực cản không khí Pw = w v 2
Pj: Lực cản quán tính ( xuất hiện khi xe chuyển động không ổn định)
: Là góc dốc của đường f: Là hệ số cản lăn đường b Đồ thị cân bằng lực kéo của ô tô
Ta có biểu thức tính lực kéo của động cơ dựa vào momen động cơ và tỷ số truyền của hệ thống truyền lực như sau:
Trong đó: PKi : Là lực kéo tương ứng ở cấp số i ii : Tỷ số truyền cấp số i i0 : Tỷ số truyền lực chính
Vi : Vận tốc chuyển động của ô tô theo số vòng quay trục khuỷu động cơ khi ô tô chuyển động ở cấp số i
t : Hiệu suất của hệ thống truyền lực t = 0,85 rb: Là bán kính động lực học của bánh xe
Ta có r0 = (B + d/2) 25,4 Theo công thức II-1 trang 37 tài liệu [1]
Ta dùng lốp xe: 8.25-20 vì vậy bán kính thiết kế bánh xe là: r0 = (8,25 + 20/2) 25,4 = 464 [mm]
Ta có bán kính động học của ô tô là: rb = r0
Trong đó: : Là hệ số kể đến biến dạng của lốp = 0,93
Vậy ta có: rb = 432 [mm]
Dựa vào biểu thức (3.30), (3.31) ta có bảng kết quả sau:
Bảng 3.8 Giá trị của vận tốc và lực kéo qua các tỷ số truyền p1 v1 p2 v2 p3 v3 p4 v4 p5 v5
Hình 3.9 Đồ thị cân bằng lực kéo
3.3.3 Nhân tố động lực học và đặc tính động lực học
Khi so sánh tính chất động lực học của các loại ô tô, cần xem xét nhân tố động lực học D, đặc biệt trong các điều kiện làm việc khác nhau trên các loại đường Nhân tố động lực học D được xác định dựa trên các tiêu chí cụ thể.
(3.32) Trong đó: D: Là nhân tố động lực học
Pw: Lực cản không khí
Pk: Lực kéo tiếp tuyến tại bánh xe chủ động
W: Là hệ số cản không khí W = k F
* Xây dựng đồ thị nhân tố động lực học
(3.34) Thông qua việc tính toán ta thu được kết quả sau:
Bảng 3.9 Giá trị thông số động lực học
Qua bảng thông số ở trên ta vẽ được đồ thị biểu diễn nhân tố động lực học của động cơ như sau:
Hình 3.10 Đồ thị nhân tố động lực học ô tô
3.3.4 Khả năng tăng tốc của ô tô
3.3.4.1 Xây dựng đồ thị gia tốc
+ từ đó ta rút ra được: [1]
= [m/s 2 ] ( 3.35) Khi xe chạy trên đường nhựa, đường bê tông bằng phẳng thì: = f = 0 , 015
i : Là hệ số tính đến ảnh hưởng của các khối vận động quay i có thể xác định theo công thức kinh nghiệm sau:
Sau khi tính toán ta thu được bảng kết quả sau:
Bảng 3.10 Giá trị thông số khả năng tăng tốc của ô tô
Qua bảng số liệu ở trên ta có đồ thị gia tốc của động cơ ô tô như sau:
Hình 3.11 Đồ thị gia tốc của động cơ ô tô
Chương4: TÍNH TOÁN KIỂM NGHIỆM SAU CẢI TẠO
Kiểm tra tính ổn định của thiết kế
4.1.1 Ổn định dọc khi ô tô lên dốc Để việc tính toán được đơn giản, ta xét trường hợp ô tô chuyển động lên dốc ổn định chạy ở tốc độ thấp do vậy ta bỏ qua lực quán tính, lực cản không khí và ảnh hưởng của các lực cản lăn coi như không đáng kể Khi đó ổn định tĩnh dọc và ổn định dọc động coi như bằng nhau
Khi xe đỗ trên đường dốc, hãy hướng đầu xe lên và hãm cứng bánh sau để ngăn chặn xe trượt xuống dốc Điều này cũng giúp xe có thể di chuyển lên dốc với tốc độ chậm và ổn định.
Để xác định góc dốc giới hạn mà xe có thể bị lật khi di chuyển lên dốc, ta cần lập phương trình mô men của tất cả các lực tác động tại điểm O2 Sau khi rút gọn với điều kiện Z1 = 0, chúng ta sẽ tìm ra góc dốc lật xe một cách chính xác.
G b cos lat - G hg sin lat = 0 (4.1)
Vậy ta có: tg lat h g b
Trong đó: lat : Là góc dốc giới hạn mà xe bị lật khi đứng quay đầu lên dốc
- Khi xe không tải ta có: tg lat 0 0
- Khi xe đầy tải ta có: tg lat h g b = 1183
==> lat = 47 0 54 ’ b Xác định góc dốc giới hạn mà xe bị trượt
Sự mất ổn định dọc tĩnh của ô tô xảy ra không chỉ do hiện tượng lật đổ dọc mà còn do trượt trên dốc, thường là do lực phanh không đủ hoặc lực bám giữa bánh xe và mặt đường kém.
− (4.2) Thay các thông số vào ta có:
Khi xe đầy tải: tg t =
4.1.2 Ổn định dọc khi ô tô xuống dốc
Để xác định tính ổn định tĩnh của ô tô khi xe di chuyển trên dốc và quay đầu xuống dốc, cần hãm cứng bánh xe phía sau hoặc cho xe di chuyển xuống dốc với tốc độ nhỏ và ổn định.
Khi xe đứng trên dốc và quay đầu xuống, cần xem xét sự ổn định của xe, bao gồm cả nguy cơ lật và trượt dốc.
Khi xe đứng trên dốc với góc nghiêng bằng góc lật giới hạn, lực bám của cầu sau xe Z2 sẽ bằng 0 Từ đó, khi tính momen tại O1 và rút gọn, ta thu được biểu thức: tgα = l * h / g * a.
Ta có sơ đồ lực tác dụng lên xe là:
Khi ô tô đứng trên dốc, cần xác định góc lật và góc trượt của xe trong cả hai trường hợp không tải và đầy tải Để tính toán, áp dụng công thức tgα = h/g*a.
[1] (4.4) Áp dụng công thức : tg t , =
Ta xác định ổn định của xe ở chế độ không tải
- Góc lật của xe tg lato , 0
- Góc trượt của xe tg t 0 , = 0
Ta xác định ổn định của xe ở chế độ đầy tải
- Xác định góc lật xe tg lat , h g a = 2197
- Xác định góc trượt của xe tg t , =
Để đảm bảo an toàn khi xe đứng trên dốc, cần thiết lập điều kiện xe bị trượt trước khi bị lật Do đó, ta có biểu thức: tgαt < tgαl.
Trong thiết kế này, cả hai trường hợp không tải và đầy tải khi xe đứng trên dốc quay đầu lên hoặc xuống đều đáp ứng các điều kiện đã nêu Do đó, ô tô đảm bảo được sự ổn định dọc.
Qua phần tính toán ở trên ta có bảng thống kê các thông số sau:
Bảng 4.1 Thông số sau tính toán của ô tô sau cải tạo
Chassis Ô tô không tải Ô tô đầy tải
Cầu trước Cầu sau Cầu trước Cầu sau Cầu trước Cầu sau Tải trọng
Góc lật khi xe đứng trên dốc quay lên l
Góc trượt khi xe ở trên dốc quay lên t
Góc lật khi xe đứng trên dốc quay xuống: l
Góc trượt khi xe ở trên dốc quay xuống t
4.1.3 Ổn định khi chạy vận tốc cao trên đường
Khi ô tô di chuyển với tốc độ cao, xe có nguy cơ bị lật do lực cản không khí lớn Trong tình huống này, ô tô phải đối mặt với các lực thành phần như lực cản lăn (Pf), lực kéo động cơ (Pk) và lực cản không khí.
Ta có sơ đồ lực tác dụng như sau:
Khi ô tô di chuyển với tốc độ cao, lực cản không khí sẽ tăng lên và đến một mức giới hạn, xe có thể bị lật quanh điểm O2 Tại thời điểm này, phản lực Z1 sẽ bằng 0 Để tính toán vận tốc giới hạn khiến xe bị lật, ta sử dụng công thức sau: [1].
Ta coi Mf 0 vì trị số của nó rất nhỏ so với P Thay trị số P=k.F.v 2 /13 và rút gọn ta được vận tốc nguy hiểm mà xe bị lật đổ:
G b k F h (4.7) Trong đó: k: Là hệ số cản không khí, lấy k = 0,6 [N.s 2 /m 4 ] [1]
F: Là tích cản chính diện của ô tô
Khi xe không tải ta có: Vl = 3,6 4200.1, 521
Khi xe đầy tải ta có: Vl = 3,6 8880.1,183
Ta có Vmax = 103 [Km/h] rất nhỏ so với vận tốc nguy hiểm gây lật vì vậy xe đảm bảo an toàn khi chạy trên đường bằng
4.1.4 Ổn định ngang của ô tô
Ta có sơ đồ lực tác dụng lên ô tô chuyển động trên đường nghiêng ngang như sau:
Để thuận tiện cho việc tính toán, giả thiết rằng vết bánh trước trùng với vết bánh xe sau và trọng tâm của ô tô nằm trong mặt phẳng đối xứng dọc.
Khi góc nghiêng của xe tăng dần đến góc giới hạn, xe sẽ lật quanh điểm A, nơi giao nhau giữa mặt phẳng thẳng đứng qua trục bánh xe bên trái và mặt đường, tại thời điểm này lực Z’’ bằng 0 Đồng thời, lực Z’’ cũng được xác định theo các yếu tố liên quan.
Ta coi Mjn 0 vì trị số của nó nhỏ có thể bỏ qua
Theo công thức thu gọn VII-18 trang 214 tài liệu [I] Ta có: tg ld h g
Khi xe không tải ta có: tg ld 0 h g
Khi xe có tải ta có: tg ld h g
Khi chất lượng bám giữa xe và mặt đường kém, xe có thể bị trượt nghiêng ngang Để xác định góc trượt giới hạn, ta cần lập phương trình hình chiếu các lực lên mặt phẳng song song với mặt đường.
Trong đó: : Là góc dốc giới hạn mà ô tô bị trượt
y : Là hệ số bám ngang của đường
Từ phương trình trên ta có: tg = y = 0,65 ==> = 33 0
Từ kết quả tính toán ta thấy: tg < tg ld Vì vậy đảm bảo điều kiện ổn định của xe trên đường nghiêng ngang
4.1.5 Vận tốc giới hạn khi quay vòng với bán kính R min trên đường ngang
Bán kính quay vòng trên đường ngang nhỏ nhất: Rmin = 7,1 [m]
- Vận tốc giới hạn khi quay vòng
* Khi không tải: Vlo = min
* Khi đầy tải: Vl = min
- Vận tốc trượt khi quay vòng
Như vậy trong cả hai trường hợp không tải và đầy tải Vtr < V1 , ô tô đảm bảo điều kiện trượt trước lật
4.1.6 Ổn định khi nâng thùng
Ta có vị trí nguy hiểm nhất là khi nâng thùng ứng với góc nghiêng lớn nhất
= Ta có toạ độ trọng tâm ô tô khi nghiêng thùng trút hàng ở vị trí góc nâng lớn nhất là:
Gn : Trọng lượng của 1 người trên xe: Gn = 65 [KG]
Gch : Trọng lượng satxi: Gch = 3085 [KG]
Gk : Là trọng lượng khung phụ: Gk = 200 [KG]
Gth+h+n : Là trọng lượng thùng + hàng + hệ thống nâng: Gth+h+n T00 [KG] bch : Là khoảng cách từ trọng tâm satxi đến cầu sau: bch = 2197 [mm]
Lk : Là khoảng cách từ trọng tâm khung đến cầu sau: Lk = 700 [mm]
Lt : Là khoảng cách từ trọng tâm thùng + hàng + hệ thống nâng đến cầu sau
Hình 4.5: Sơ đồ lực tác dụng khi trút hàng Thay các thông số trên vào công thức ta được: bn = 65.3380 3085.2197 200.700 5400.436
Tính toán kiểm nghiệm hệ thống phanh
Nhiệm vụ tính toán kiểm nghiệm hệ thống phanh là xác định các thông số làm việc như áp suất phanh (p1 = p2 = p), lực phanh riêng (pr = bx), gia tốc phanh (jpmax), thời gian và quảng đường phanh (tp và Sp), cũng như lực tác dụng lên bàn đạp (Pbd) Các kích thước của hệ thống phanh đã được xác định theo thiết kế nêu trong mục 3, bao gồm thông số xe.
+ Trọng lượng toàn bộ ô tô : Ga = 8880 [KG]
+ Phân bố trọng lượng lên cầu trước : G1 = 3108 [KG]
+ Phân bố trọng lượng lên cầu sau : G2 = 5772 [KG]
+ Chiều dài cơ sở ô tô : L0 = 3,38 [m]
+ Chiều cao trọng tâm ô tô : hg = 1,069 [m]
+ Bán kính làm việc bánh xe : Rbx = 0,464 [m] b Thông số cơ cấu phanh
Bán kính tang trống cơ cấu phanh là 185 mm, trong khi khối lượng của trống phanh trước và sau là 6,5 kg Khoảng cách từ tâm bánh xe đến lực ép là 148 mm, và khoảng cách từ tâm bánh xe đến tâm chốt tỳ cũng là 148 mm.
Góc đặt tâm điểm tựa của chốt tỳ cố định là 30 độ, trong khi góc đặt ban đầu của má phanh trước và sau cũng là 30 độ Góc đặt cuối của má phanh trước và sau được xác định là 120 độ Bề rộng má phanh của cơ cấu phanh trước và sau đều là 0.092 m Các thông số này rất quan trọng trong việc dẫn động phanh.
+ Đường kính xy lanh chính : Dc = 0,055 [m]
Đường kính xi lanh của cơ cấu phanh trước là 0,054 m, trong khi đường kính xi lanh của cơ cấu phanh sau là 0,056 m Đường kính xi lanh điều khiển trợ lực được xác định là 55 mm, và đường kính bầu trợ lực chân không là 350 mm.
+ Tỷ số truyền bàn đạp : ibd = 5,56
+ Tỷ số truyền bộ phận trợ lực : itr =1
4.2.1 Diễn biến momen phanh có thể sinh ra ở các cơ cấu phanh bánh xe
Dựa trên các số liệu đã có: Ga = 8880 [KG]; Lo = 3380 [mm]; hg = 1069 [mm]; ag = 2197 [mm]; b = 1183 [mm], phản lực pháp tuyến tác dụng lên các bánh xe trước và sau khi phanh khẩn cấp được xác định theo hệ số bám lớn nhất có thể.
L − (4.15b) Suy ra momen phanh yêu cầu ở mỗi bánh xe trước/sau khi phanh khẩn cấp:
Mbx1 = Gbx1. bx.Rbx (4.16) Mbx2 = Gbx2. bx.Rbx (4.16b) Thế các thông số đã biết, trừ hệ số bám khi phanh bx chờ phải tìm, ta có:
2.3380 − bx bx = 13136,6 bx - 6392.( bx ) 2 (4.17b) Bảng biến thiên momen phanh ở các cơ cấu phanh bánh xe trước sau thay đổi theo hệ số bám được cho trên bảng sau
Bảng 4.1 Bảng tính giá trị momen phanh bánh xe trước/sau theo hệ số bám
Hình 4.6 Đồ thị momen phanh theo hệ số bám
4.2.2 Hệ số phân bố lực phanh lên các trục bánh xe
Từ đây ta có tỷ số quan hệ momen giữa cầu sau và cầu trước được xác định bằng: Theo [2] bx g bx g bx bx bx bx h a h b P
Tỷ số phanh của xe được xác định dựa trên cơ cấu phanh thiết kế, giúp xác định các thông số làm việc và chỉ tiêu phanh của hệ thống.
Hình 4.7 Đồ thị biểu diễn quan hệ phân bố momen của cơ cấu phanh
4.2.3 Momen phanh do cơ cấu phanh sinh ra
4.2.3.1 Momen phanh do cơ cấu phanh trước sinh ra
Cơ cấu phanh trước và sau là kiểu phanh tang trống đối xứng, trong đó momen ma sát được tạo ra bởi hai guốc có giá trị hoàn toàn giống nhau.
Do đường kính piston như nhau thì các lực ép P1 và P2 bằng nhau và bằng lực ép P do áp dầu trong xi lanh tạo ta cho piston
Giả sử kích thước của hai guốc và cả hai má phanh đều giống nhau (A1 = A2 = A và B1 = B2 = B và h1 = h2), lực ép do cam tạo ra cho trống phanh có thể được xác định theo [2].
− (4.20) Trong đó lực ép P do áp suất dầu tạo ra được xác định:
(4.20b) Trong đó Là hệ số ma sát = 0,3
Với bán kính tang trống rt = 185 mm, các thông số kết cấu A và B có thể được xác định dựa trên giả thuyết áp suất má phanh phân bố đều.
( 4.21) Trong đó các góc 1 , 2 là các thông số kết cấu về góc đặt đầu và cuối của tấm ma sát tính bằng (rad) Theo số liệu 2 - 1 = 120 – 30 = 90 (độ)
Góc đặt của phương hợp lực tổng hợp khi áp suất phân bố đều được xác định bằng:
Thế số vào ta có: (30 120) / 180
Khoảng cách từ tấm quay bánh xe đến phương lực ép a = b = 0,148 [m]
Khoảng cách từ tâm quay bánh xe đến điểm tựa, được xác định theo công thức s = b/cos(α₀) = 0,148/cos(30) = 0,1709 [m] Chiều cao h được tính bằng h = a + b = 0,148 + 0,148 = 0,296 [m] Tất cả các số liệu đã được đưa vào công thức (4.31).
A = 0,8679 và B = 1 Thay tất cả các thông số vào công thức (4.30b) ta có momen phanh do cơ cấu phanh trước kiểu trống guốc sinh ra bằng:
4.2.3.2 Momen phanh do cơ cấu phanh cầu sau sinh ra
Cơ cấu phanh cầu sau sử dụng kiểu trống guốc hai guốc với xi lanh kép, có tính chất đối xứng trong kết cấu Tuy nhiên, momen ma sát do các guốc tạo ra sẽ khác nhau, phụ thuộc vào tính chất tách/siết của guốc đối với tang trống và chiều quay của bánh xe.
Công thức xác định momen ma sát của hai guốc tác dụng lên tang trống khác nhau như sau:
Vậy momen phanh do hai guốc tạo ra cho tang trống được xác định bằng momen tổng như sau:
Hai guốc phanh có kích thước và kết cấu giống nhau, với áp suất phân bố đồng nhất, sẽ tạo ra mô-men phanh cho cơ cấu phanh tang trống cầu sau Mô-men phanh được xác định bởi công thức: A1 = A2 = A và B1 = B2 = B.
Thay tất cả các thông số đã biết vào công thức (4.27) ta có momen phanh ở cơ cấu phanh sau kiểu trống guốc sinh ra bằng
Vì vậy, ta có tỷ số phân bố momen phanh ở trục trước và trục sau theo hệ số phân bố lực phanh thực tế K12 là:
Dựa trên kết quả tính toán từ tỷ số phân bố mô-men phanh thực tế và tỷ số phân bố mô-men phanh yêu cầu của xe thiết kế, chúng ta có thể xác định lực phanh riêng pr, được đặc trưng bởi hệ số bám khi phanh của xe thiết kế.
Giải phương trình trên ta được : Pr = bx = 0,68
Quan hệ tỷ số momen phanh lý thuyết K12 và tỷ số momen thực tế K12-T biến đổi theo hệ số bám theo công thức (4.4) được tính theo bảng dưới
Bảng 4.3 Quan hệ tỷ số momen K12 thay đổi theo hệ số bám
Hình 4.10 Quan hệ tỷ số momen phanh theo hệ số bám
4.2.5 Momen phanh bánh xe và áp suất phanh thực tế
Sau khi xác định thông số làm việc đặc trưng của hệ thống phanh xe, cụ thể là lực phanh riêng với pr = bx = 0,68, chúng ta có thể dễ dàng tính toán mô men phanh lớn nhất trong trường hợp phanh khẩn cấp bằng các công thức (4.17) và (4.17b).
Từ dây dễ dàng tính được áp suất dầu phanh thực tế khi phanh khẩn cấp suy ra từ các công thức (4.22b) và (4.26b) như sau:
+ Đối với cơ cấu phanh bánh xe trước:
+ Đối với cơ cấu phanh bánh xe sau:
Sai lệch áp suất phanh giữa dòng trước và dòng sau chỉ là 0,0099%, cho thấy hai giá trị này gần như bằng nhau: pd1 = pd2 = pd = 7,5[MN/m2] Điều này chứng tỏ quá trình tính toán kiểm nghiệm đã được thực hiện một cách chính xác và đáng tin cậy.
Với kết quả tính toán được như trên cho phép ta xây dựng đồ thị đặc tính áp suất phanh lý tưởng như sau: